毕业论文CA6140主传动系统设计Word文档格式.doc
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2012.11.26-12.10
论文选题
2012.12.11-12.21
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拟定初稿
2013.01.01-01.31
修改中稿
2013.02.01-03.08
确定终稿
2013.03.09-03.15
交电子档、
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2013.03.16-03.23
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教师对进度计划
实施情况总评
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年月日
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指导次数
学生工作态度
认真
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年月日
院（系）意见
（加盖公章）：
年月日
摘要
作为主要的车削加工机床，CA6140机床广泛的应用于机械加工行业中，本设计主要针对CA6140机床的主轴箱进行设计，设计的内容主要有机床主要参数的确定，传动方案和传动系统图的拟定，对主要零件进行了计算和验算，利用三维画图软件进行了零件的设计和处理。
本次突出了结构设计的要求，在保证机床的基本要求下，根据机床设计的原则，拟定机构式和结构网，对机床的机构进行精简，力求降低生产成本；
主轴和齿轮设计在满足强度需要的同时，材料的选择也是采用折中的原则，没有选择过高强度的材料从而造成浪费。
关键词：
机床主轴箱零件传动设计
Abstract
Asamajorturningmachine,CA6140machinewidelyusedinmechanicalprocessingindustries,mainlyforthedesignoftheCA6140machinespindleboxdesign,hasdesignedmainlytodeterminethemainparametersofmachinetools,transmissionanddrivesystemoftheformulationofplans,Themainpartsofthecalculatedandchecked,usingthree-dimensionaldrawingsoftwaretodesignandhandleparts.
Thishighlightsthestructuraldesignrequirements,underthebasicrequirementsforensuringthemachine,Accordingtotheprinciplesofmachinetooldesign,Developmentofinstitutionalandstructuralnet,Streamliningofthemachinetoolsector,Strivetoreduceproductioncosts,Nochoiceofmaterialsresultinginhighstrengthwaste.
KEYWORD：
MachineToolSpindleBoxPartsTransmissionDesign
目录
第一章绪言 1
第二章机床的规格和用途及主要技术参数 2
第一节规格和用途 2
第二节主要技术参数 2
第三章传动方案和传动系统图的拟定 4
第一节拟定传动方案 4
第二节拟定传动系统图 4
第四章主要设计零件的计算和验算 7
第一节主轴箱的箱体 7
第二节传动系统的I轴及轴上零件设计 8
第三节传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计 15
第四节传动系统的Ⅲ轴及轴上零件设计 19
第五节传动系统的Ⅳ轴及轴上零件设计 23
结论 30
致谢 31
参考文献 32
第一章绪言
普通车床是车床中应用最广泛的一种，约占车床类总数的65%，因其主轴以水平方式放置故称为卧式车床。
CA6140型普通车床的主要组成部件有：
主轴箱、进给箱、溜板箱、刀架、尾架、光杠、丝杠和床身。
主轴箱：
又称床头箱，它的主要任务是将主电机传来的旋转运动经过一系列的变速机构使主轴得到所需的正反两种转向的不同转速，同时主轴箱分出部分动力将运动传给进给箱。
主轴箱中等主轴是车床的关键零件。
主轴在轴承上运转的平稳性直接影响工件的加工质量，一旦主轴的旋转精度降低，则机床的使用价值就会降低。
进给箱：
又称走刀箱，进给箱中装有进给运动的变速机构，调整其变速机构，可得到所需的进给量或螺距，通过光杠或丝杠将运动传至刀架以进行切削。
丝杠与光杠：
用以联接进给箱与溜板箱，并把进给箱的运动和动力传给溜板箱，使溜板箱获得纵向直线运动。
丝杠是专门用来车削各种螺纹而设置的，在进行工件的其他表面车削时，只用光杠，不用丝杠。
溜板箱：
是车床进给运动的操纵箱，内装有将光杠和丝杠的旋转运动变成刀架直线运动的机构，通过光杠传动实现刀架的纵向进给运动、横向进给运动和快速移动，通过丝杠带动刀架作纵向直线运动，以便车削螺纹。
33
第二章机床的规格和用途及主要技术参数
第一节规格和用途
一、规格
根据以上的计算和设计任务书可得到本次设计车床的基本参数：
表2.1车床的主参数（规格尺寸）和基本参数
工件最大回转直径
Dmax（mm）
最高转速
nmax（）
最低转速
（）
电机功率
P（kW）
公比
Φ
转速级数
Z
320
2000
45
11
1.41
12
二、用途
CA6140机床可进行各种车削工作，并可加工公制、英制、模数和径节螺纹。
主轴三支撑均采用滚动轴承；
进给系统用双轴滑移共用齿轮机构；
纵向与横向进给由十字手柄操纵，并附有快速电机。
该机床刚性好、功率大、操作方便。
第二节主要技术参数
一、工件最大回转直径：
1、在床面上：
400mm
2、在床鞍上：
210毫米
3、工件最大长度（四种规格）：
750、1000、1500、2000mm
4、主轴孔径：
48mm
5、主轴前端孔锥度：
二、主轴转速范围：
1、正传（24级）：
10～1400r/min
2、反传（12级）：
14～1580r/min
三、加工螺纹范围：
1、公制（44种）：
1～192mm
2、英制（20种）：
2～24牙/英寸
3、模数（39种）：
0.25～48mm
4、径节（37种）：
1～96径节
四、进给量范围：
细化0.028~0.054mm/r
1、纵向（64种）：
正常0.08~1.59mm/r
加大1.71~6.33mm
细化0.014~0.027mm/r
2、横向（64种）：
正常0.04~0.79mm/r
加大0.86~3.16mm/r
五、刀架快速移动速度：
1、纵向：
4m/min
2、横向：
六、主电机：
1、功率：
7.5kw
2、转速：
1450r/min
七、快速电机：
1、功率：
0.37kw
2、转速：
2600r/min
八、冷却泵：
0.009kw
2、流量：
25l/min
九、工件最大长度为1000毫米的机床：
1、外形尺寸（长×
宽×
高）：
2668×
1000×
1190mm
2、重量约：
2000kg
第三章传动方案和传动系统图的拟定
第一节拟定传动方案
一、确定极限转速
已知主轴最低转速nmin为10mm/s,最高转速nmax为1400mm/s，转速调整范围为Rn=nmax/nmin=14。
二、确定公比
选定主轴转速数列的公比为Φ＝1.12
三、求出主轴转速级数Z
Z=lgRn/lgΦ+1=lg14/lg1.12+1=24
四、确定结构网或结构式
24=2×
3×
2×
2
第二节拟定传动系统图
一、选定电动机
一般金属切削机床的驱动，如无特殊性能要求，多采用Y系列封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机。
Y系列电动机高效、节能、起动转矩大、噪声低、振动小、运行安全可靠。
根据机床所需功率选择Y160M-4，其同步转速为1500r/min。
二、分配总降速传动比
总降速传动比为uII=nmin/nd=10/1500≈6.67×
10-3，nmin为主轴最低转速，考虑是否需要增加定比传动副，以使转速数列符合标准或有利于减少齿轮和及径向与轴向尺寸，并分担总降速传动比。
然后，将总降速传动比按“先缓后急”的递减原则分配给串联的各变速组中的最小传动比。
三、确定传动轴的轴数
传动轴数＝变速组数+定比传动副数+1=6
四、绘制转速图
先按传动轴数及主轴转速级数格距lgΦ画出网格，用以绘制转速图。
在转速图上，先分配从电动机转速到主轴最低转速的总降速比，在串联的双轴传动间画上u（k→k+1）min。
再按结构式的级比分配规律画上各变速组的传动比射线，从而确定了各传动副的传动比。
图3.1CA6140主轴运动转速
图3.2CA6140传动系统图
传动系统可用传动路线表达式表示如下：
第四章主要设计零件的计算和验算
第一节主轴箱的箱体
主轴箱中有主轴、变速机构，操纵机构和润滑系统等。
主轴箱除应保证运动参数外，还应具有较高的传动效率，传动件具有足够的强度或刚度，噪声较低，振动要小，操作方便，具有良好的工艺性，便于检修，成本较低，防尘、防漏、外形美观等。
箱体材料以中等强度的灰铸铁HT150及HT200为最广泛,本设计选用材料为HT20-40、箱体铸造时的最小壁厚根据其外形轮廓尺寸（长×
高）,按下表选取。
表4.1箱体外形轮廓尺寸
长×
高（）
壁厚（mm）
<
500×
300
8-12
>
300-800×
500
10-15
800×
12-20
由于箱体轴承孔的影响将使扭转刚度下降10%-20%，弯曲刚度下降更多，为弥补开口削弱的刚度，常用凸台和加强筋；
并根据结构需要适当增加壁厚。
如中型车床的前支承壁一般取25mm左右，后支承壁取22mm左右，轴承孔处的凸台应满足安装调整轴承的需求。
箱体在主轴箱中起支承和定位的作用。
CA6140主轴箱中共有15根轴，轴的定位要靠箱体上安装空的位置来保证，因此，箱体上安装空的位置的确定很重要。
本设计中各轴安装孔的位置的确定主要考虑了齿轮之间的啮合及相互干涉的问题，根据各对配合齿轮的中心距及变位系数，并参考有关资料，箱体上轴安装空的位置确定如下：
中心距（a）=1/2（d1+d2）+ym（式中y是中心距变动系数）
中心距Ⅰ-Ⅱ=（56+38）/2×
2.25=105.75mm
中心距Ⅰ-Ⅶ=（50+34）/2×
2.25=94.5mm
中心距Ⅱ-Ⅶ=（30+34）/2×
2.25=72mm
中心距Ⅱ-Ⅲ=（39+41）/2×
2.25=90mm
中心距Ⅲ-Ⅳ=（50+50）/2×
2.5=125mm
中心距Ⅴ-Ⅷ=（44+44）/2×
2=88mm
中心距Ⅴ-Ⅵ=（26+58）/2×
4=168mm
中心距Ⅷ-Ⅸ=（58+26）/2×
2=84mm
中心距Ⅸ-Ⅵ=（58+58）/2×
2=116mm
中心距Ⅸ-Ⅹ=（33+33）/2×
2=66mm
中心距Ⅸ-Ⅺ=（25+33）/2×
2=58mm
合考虑其它因素后，将箱体上各轴安装空的位置确定如下图：
图4.1箱体上各轴的分布
第二节传动系统的I轴及轴上零件设计
一、普通V带传动的计算
普通V带的选择应保证带传动不打滑的前提下能传递最大功率，同时要有足够的疲劳强度，以满足一定的使用寿命。
设计功率（kW）（4.1）
——工况系数，查[1]《设计手册》（任殿阁，张佩勤主编）表2-5，取1.1；
故
小带轮基准直径为130mm；
带速；
大带轮基准直径为230mm；
初选中心距＝1000mm,由机床总体布局确定。
过小，增加带弯曲次数；
过大，易引起振动。
带基准长度
查[1]《设计手册》（任殿阁，张佩勤主编）表2-7，取＝2800mm；
带挠曲次数＝1000mv/=7.0440；
实际中心距（4.2）
小带轮包角
单根V带的基本额定功率，查[1]《设计手册》（任殿阁，张佩勤主编）表2-8，取2.28kW；
单根V带的基本额定功率增量（4.3）
——弯曲影响系数，查表2-9，取
——传动比系数，查表2-10，取1.12
故；
带的根数（4.4）
——包角修正系数，查表2-11，取0.93；
——带长修正系数，查表2-12，取1.01；
圆整z取4；
单根带初拉力
q——带每米长质量，查表2-13，取0.10；
故＝58.23N
带对轴压力
二、多片式摩擦离合器的计算
设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径d应比花键轴大2～6mm，内摩擦片的外径D的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。
摩擦片对数可按下式计算：
Z≥2MnK/fb[p]（4.5）
式中：
Mn——摩擦离合器所传递的扭矩（N·
mm）；
Mn＝955×
η/＝955×
×
11×
0.98/800＝1.28×
（N·
mm）;
Nd——电动机的额定功率（kW）；
——安装离合器的传动轴的计算转速（r/min）；
η——从电动机到离合器轴的传动效率；
K——安全系数，一般取1.3～1.5；
f——摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查[1]《设计手册》表2-15，取f=0.08；
——摩擦片的平均直径（mm）：
=（D+d）/2＝67mm
b——内外摩擦片的接触宽度（mm）：
b=（D-d）/2=23mm
——摩擦片的许用压强（N/）：
＝＝1.1×
1.00×
0.76＝0.836
——基本许用压强（MPa），查[1]《设计》表2-15，取1.1；
——速度修正系数：
＝n/6×
=2.5（m/s）
根据平均圆周速度查[1]《设计手册》表2-16，取1.00；
——接合次数修正系数，查[1]《设计手册》表2-17，取1.00；
——摩擦结合面数修正系数，查[1]《设计手册》表2-18，取0.76。
Z≥2MnK/fb[p]＝2×
1.28×
1.4/3.14×
0.08×
23×
0.836＝11卧式车床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗确定，一般取
＝0.4＝0.4×
11＝4.4
最后确定摩擦离合器的轴向压紧力Q，可按下式计算：
Q=b（N）＝1.1×
3.14×
1.00＝3.57×
式中各符号意义同前述。
摩擦片的厚度一般取1、1.5、1.75、2（mm），内外层分离时的最大间隙为0.2～0.4（mm）,摩擦片的材料应具有较高的耐磨性、摩擦系数大、耐高温、抗胶合性好等特点，常用10或15钢，表面渗碳0.3～0.5（mm）,淬达火硬度HRC52～62。
三、齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。
一般对高速传动的齿轮验算齿面接触应力，对低速传动的齿轮验算齿根弯曲应力。
对硬齿面、软齿芯渗碳淬火的齿轮，一定要验算齿根弯曲应力。
接触应力的验算公式为：
（MPa）≤[]（4.6）
弯曲应力的验算公式为：
（4.7）
N-齿轮传递功率（KW），N=（4.8）
（4.9）
T-齿轮在机床工作期限（）内的总工作时间（h），对于中型机床的齿轮取=15000~20000h，同一变速组内的齿轮总工作时间可近似地认为T=/P，P为变速组的传动副数；
-齿轮的最低转速（r/min）；
-基准循环次数；
查[1]表3-1（以下均参见《设计手册》）
m—疲劳曲线指数，查表3-1；
—速度转化系数，查表3-2；
—功率利用系数，查表3-3；
—材料强化系数，查表3-4；
—的极限值，=3-5，当≥时，则取=；
当＜时，取=；
—工作情况系数，中等冲击的主运动，取=1.2~1.6；
—动载荷系数，查表3-6；
—齿向载荷分布系数，查表3-9；
Y—标准齿轮齿形系数，查表3-8；
[]—许用接触应力（MPa）,查表3-9；
[]—许用弯曲应力（MPa），查表3-9。
如果验算结果或不合格时，可以改变初算时选定的材料或热处理方法，如仍不满足时，就得采取调整齿宽或重新选择齿数及模数等措施。
I轴上的齿轮采用整淬的方式进行热处理
传至I轴时的最大转速为：
N==5.625kw
在离合器两齿轮中齿数最少的齿轮为50×
2.25，且齿宽为B=12mm
u=1.05
=
≤[]=1250MP
符合强度要求。
验算56×
2.25的齿轮：
图4.2双联齿轮
四、传动轴的验算
对于传动轴，除重载轴外，一般无须进行强度校核，只进行刚度验算。
轴的抗弯断面惯性矩（）；
花键轴：
=
d—花键轴的小径（mm）；
i—花轴的大径（mm）；
b、N—花键轴键宽，键数；
传动轴上弯曲载荷的计算，一般由危险断面上的最大扭矩求得：
=
N—该轴传递的最大功率（kw）;
—该轴的计算转速（r/min）。
传动轴上的弯矩载荷有输入扭矩齿轮和输出扭矩齿轮的圆周力、径向力，齿轮的圆周力
D—齿轮节圆直径（mm），D=mZ。
齿轮的径向力：
（4.10）
α—为齿轮的啮合角，α＝20º
；
ρ—齿面摩擦角，；
β—齿轮的螺旋角；
β＝0
故N
花键轴键侧挤压应力的验算：
花键键侧工作表面的挤压应力为：
（4.11）
—花键传递的最大转矩（）；
D、d—花键轴的大径和小径（mm）；
L—花键工作长度；
N—花键键数；
K—载荷分布不均匀系数，K=0.7～0.8；
故此花键轴校核合格
图4.3花键轴
第三节传动系统的Ⅱ轴及轴上零件设计
一、齿轮的验算
验算齿轮强度，应选择相同模数承受载荷最大的齿数最小的齿轮，进行接触应力和弯曲应力验算。
（MPa）≤[]（4.12）
（4.13）
N—齿轮传递功率（KW）；
N=（4.14）
—电动机额定功率（KW）；
—从电动机到所计算的齿轮的机械效率；
—齿轮计算转速（r/min）;
m—初算的齿轮模数（mm）;
B—齿宽（mm）
Z—小齿轮齿
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